Cap.1. Dezvoltarea actuală a motoarelor cu ardere internă studiu de [615789]

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Cap.1. Dezvoltarea actuală a motoarelor cu ardere internă – studiu de
nivel.
1. Introducere
1.1 Tendinț a de reducere a capacita ții cilindrice a motoarelor actuale – conceptul de
Downsizing
1 Downsizing-ul
este definit prin utilizarea unui motor de capa citate mai mică dar care
dezvolta putere similara cu un motor mai mare prin folosirea ce lor mai noi tehnologii. Termenul se
referă, în general, la motoare t radiționale cu ardere internă a limentate cu benzină dar și cele cu
motorină. În zilele noastre este un trend generalizat printre producato rii de motoare de
autovehicule de a dezvolta motoa re de capacitate cilindrică mic ă. Totuși se fac eforturi pentru a
oferi motoare la fel de puterni ce dar și eficiente față de cele din generațiile trecute.
1.2 Necesitatea downsizing-ului
Preocuparea continua in dezvoltarea automobilelor o constituie formarea gazelor cu efect
de sera, in special dioxidul de carbon. Legislația si conștientizarea opiniei publice cu privire la
încălzirea globală îi determină pe producătorii de vehicule să își reducă amprenta de carbon .
Producătorii de echipamente originale fac eforturi constante de reducere a emisiilor de gaze cu
efect de seră și a consumului de combustibil prin dezvoltarea î n diferite zone, deși cea mai mare
parte a emisiilor și reducerii consumului de combustibil este v ăzută prin creșterea eficienței
motorului. Downsizing-ul este considerat ca fiind cea mai eficientă stra tegie pentru a imbunătăți
eficiența grupului propulsor. (Oliver Lang, 2004)
Fig. 1.1. Diferenta de marime dintre un motor cu aspiratie naturala in pa rtea stanga si un
motor supraalimentat in dreapta. – ambele dezvoltă aceeasi put ere.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

2. Avantajele conceptului downsizing

Un motor de capacitate micsorată oferă diferite beneficii omeni rii, ca de exemplu:
1) Reducerea emisiilor de CO2 si NO2. Reducerea capacității motorului s-a dovedit a
veni la pachet cu o scădere semnificativă a emisiilor datorită consumului redus de combustibil și a
altor factori explicați mai jos .
2) Reducerea consumului de combustibil : Optimizarea sincro nizării supapei de admisie
și de evacuare la turație redusă a motorului cu baleiajul duce la un conținut redus de gaz rezidual în
cilindru.
3) Ușurarea blocului motor : In general downsizing-ul unui mortor este efectuat prin
reducerea numărului de cilindri. Acest lucru ajuta la reducerea greutatii motorului si astfel sarcina motorului scade.
4) Volumul m ai m ic in piston: D atorita scăd erii cilind reei c amerei de ardere, exista o
frecare scăzută intre piston si oglinda cilindrului. Prin urmare, pierderile datorate frecării sunt
reduse.

3. Metode folosite pentru reducerea capacității motoarelor

Baza tuturor proceselor de downsiz ing este creșterea performan telor prin introducerea unei
cantități mai mari de amestec car burant in motor. Acest lucru se obține prin utilizarea:
1) Turbosuflantelor
2) Compresoarelor 3) Sau tehnologii comb inate : Twin-charge

Metodele noi care susțin motoa rele reduse utilizează tehnologiile de mai jos și / sau cele
menționate mai sus
1) Injectie directa.
2) Folosirea recircularii gazelor de evacuare (EGR). 3) Folosirea distributiei variabile 4) Folosirea admisiei variabile Utilizarea doar a turbocompresorului sau a compresorului a deve nit depășită . Motivul este
că utilizarea lor fără nici un dispozitiv suplimentar are avantaje comparativ mai mici. Tehnologiile

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

mai noi, cum ar fi injecția directă cu combustibil cu turbocomp resor și sincronizarea supapelor
variabile, sunt folos ite pe scară largă în ultima vreme pentru autoturisme și autovehicule ușoare.

4. Turbocompresorul

În ciuda cilindreei sale mai scăzute, performantele unui motor micșorat pot fi menținute
prin injectarea unei cantități ma i mari de aer in camera de ard ere pentru a arde o cantitate mai mare
de combustibil. Turbocompresorul este cel care furnizează motor ului o cantitate mai mare de aer
pentru a asigura o ardere eficienta si curată.
Atât in motoarele diesel cat si cele pe benzina turbocompresoru l cuprinde doua ansambluri:
un compresor centrifugal si o turbină. Gazele fierbinți de eva cuare rotesc turbina care la rândul ei
rotește compresorul datorită faptului ca sunt ținute de acelaș i ax.
Compresorul cuprinde un rotor și un difuzor, adăpostite în carc asa compresorului . Rotorul
accelerează aerul tras din atmosf eră și forțează spre difuzor . Difuzorul încetinește aerul ce se mișca
rapid, lucru ce mărește presiunea si temperatura in carcasa com presorului. În acest fel, mai mult
aer este injectat în camera de combustie și arde combustibilul suplimentar necesar pentru a menține
puterea motorului.
4.1 Dezavantajele supraalimentării cu turbocompresorul.
Una dintre principalele probleme legate de utilizarea unui turb ocompresor este că acestea
nu asigură o creștere imediată a puterii când accelerați . Este nevoie de puțin timp ca turbina sa
ajungă la viteza la care se produce presiunea . Acest lucru are ca rezultat un sentiment de întârziere
atunci când accelerați, iar apoi mașina se accelerează cu o mică întârziere când turbocompresorul începe să funcționeze. Fenomenul este cunoscut sub denumirea de TURBO-LAG.
O modalitate de a reduce acest decalaj turbo este de a reduce i nerția părților rotative, în
principal prin reducerea greutății acestora. Aceasta permite tu rbinei și compresorului să accelereze
rapid și să asigure creșterea fără nici un decalaj. Debitul gaz elor de eșapament prin turbină și
compresor este controlat cu aten ție pentru a preveni supraîncărcarea turbocompresorului la turații
mari ale motorului și, de asemenea, pentru a menține un cuplu c ât mai mare la turații mici ale
motorului.

4.2 Intercooler
Un intercooler este un dispozitiv tip schimbator de căldură fol osit pentru răcirea unui fluid,
incluzând lichide sau gaze. Acestea sunt cunoscute sub numele d e răcitoare aer-aer sau aer-lichid.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Îmbunătățește eficiența motoarelor cu ardere internă prin răcirea aerului fierbinte după compresor,
astfel obținând o umplere mai bună a cilindrilor. Un aer mai rece, va avea o densitate mai mică.
Coborârea temperaturii aerului de admisie elimină, de asemenea, pericolul de pre-detonare
(autoaprindere) a încărcăturii combustibil / aer. Aceasta păstr ează avantajele mai multor arderi de
combustibil / aer pe ciclul motor ului, crescând puterea motorul ui.

Fig. 1.2. Schema utilizatii intercoolerului.

5 Turbocompresorul – Tehnologii noi

5.1 Turbocompresorul dublu
Sistemele convenționale de turboc ompresoare prezintă probleme l a turatii reduse . De fapt,
viteza maximă a debitului compresorului trebuie să fie aproxima tiv aceeași ca și motorul alezat,
pentru a furniza același flux de aer la puterea maximă. . C u t o a t e a c e s t e a , l a v i t e z e r e d u s e ,
presiunea ar trebui să fie mai mare, pentru a compensa reducerea cilindreei .
Această problemă este rezolvată de un turbocompresor triplu. Tu rbocompresorul triplu este
conceput similar unui sistem cu două trepte (Rainer Golloch, et al, 2005), singura diferenț ă fiind că
faza de înaltă presiune este al cătuită din două grupuri paralele, în loc de una. E t a p a i n c a r e
presiunea este scazuta consta intr-un turbocompresor mai mare c are ofera un debit de aproximativ
de doua ori mai mare decat al unui turbocompresor conventional. Dimpotrivă, turbocompresoarele
de înaltă presiune sunt mult mai mici și sunt complet obturate la viteze mai mari ale motorului. În
configurația triplă, cu o aleger e adecvată a fiecărei mașini, t urbocompresoarele ambelor trepte pot
funcționa la condiții de eficiență ridicată, pe întreaga gamă d e turații ale motorului.
Turbocompresorul triplu este mai complex decât un turbopropulso r in doua trepte din
două puncte de vedere: control electronic și ambalare .

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

5.2 Turbocompresor hibrid
Un turbocompresor este o turbin a de supraalimentare electrica ce consta intr-o turbina
generatoare de mare viteza si un compresor electric de mare vit eza. Se obtine un randament
electric ridicat datorita faptului ca nu exista nici o legatura mecanica intre turbina si compressor
Turbocompresoarele hibride se refera la o configuratie hibrid de serie, in care viteza si puterea
compresorului sunt independente de viteza si puterea turbinei. Acest design flexibil duce la
imbunatatiri continue la eficienta turbine si compresorului.

Fig. 1.3. Schema functionala a unui turbocompresor hibrid.

5.2.1 Moduri de operare
A) Accelerare
Cand conducatorul auto apasa pedala de acceleratie, turbocompre sorul hybrid se comporta
initial ca un compresor electric. Motorul compresor este alimen tat de la o baterie si permite
accelerarea pana la viteza maxima de operare intr-un interval scurt de timp. Aceasta accelerare impiedica efectul de intarziere a turbinei.
b) Incarcarea
La viteze mari ale motorului este generate mai multa energie d e catre turbina decat energia
ceruta de compresor. Aceast exce s de energie reincarca o bateri e pentru urmatoarea faza de
accelerare sau pentru a alimenta alte echipamente auxiliare pre cum aerul conditionat electric.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

C) Starea de echilibru
In majoritatea timpului cand turbocompresorul hibrid este utili zat, puterea turbinei si
compreorului vor fi egale. Astfe l, turbocompresorul hibrid rea lizeaza transferul de electricitate
intre turbina si compresor in cel mai eficient mod.

6. Downsizing folosind compresorul (supercharger)
Superchargerul este un compresor de aer care creste presiunea s i densitatea aerului furnizat
unui motor cu ardere interna cu ajutorul puterii mecanice a mot orului.
Exista doua tipuri de compresoa re , actionate mecanic si actionate electric. Compresoarele
actionate mecanic pot consuma aproximativ o treime din puterea totala a unui arbore cotit si sunt
mai putin eficiente in comparatie cu turbocompresoarele. Compre soarele actionate electric nu
functioneaza cu electricitate direct din motor spre deosebire d e compresoarele conventionale. La
turatii mici ale motorului, compresoarele electrice nu consuma multa energie si sunt mai eficiente.

6.1 Avantajele unui compresor
Principalul avantaj al unui compresor este un raspuns mai bun l a apasarea acceleratiei si
posibilitatea de a ajunge la presiunea maxima in mod instantane u. Compresoarele actionate de
motor maresc presiunea treptat direct proportional cu rotatiile motorului.
6.2 Dezavantajele unui compresor
Eficienta termica este mai mica in comparatie cu un turbocompre sor similar, deoarece
turbocompresoarele folosesc energia gazelor de evacuare, ceea c e normal ar fi risipita.
Economicitatea si puterea unui mot or cu turbocompresor sunt mai bune comparabil cu motoarele
ce folosesc doar compresor.
7. Twin Charger
Twincharger reprezinta o combinatie intre un turbocompresor ac tionat de energia gazelor
de evacuare si un compresor actionat de motor. Compresrul ofera un raspuns al acceleratiei la
turatii scazute si nu exista intarziere precum la turbocompreso r.
Ambele componente lucreaza impre una pentru a produce putere max ima, fiecare
componenta compenseaza slabiciunea celeilalte

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. 1.4. S c h e m a s i s t e m u l u i d e a l i m e n t a r e u t i l i z a n d T w i n C h a r g e r ( s u r s a : Volkswagen
Club GTI)

7.1 Avantajele folosirii unui sistem Twincharger
Combinația adecvată a celor două poate oferi un decalaj zero cu cuplu mare la viteze mai
mici ale motorului și o putere sporită la viteze mai mari. În c onsecință, este necesară o încărcare
dublă pentru cilindree mici, în special pentru cele cu o plaja mare de turatii de funcționare,
deoarece acestea pot beneficia de o bandă de cuplu artificială largă pe un interval de viteză mare.
Hence twincharging is very us eful in downsized engines.
Twincharging nu se referă la un aranjament twin-turbo, ci mai d egrabă atunci când sunt
utilizate două tipuri diferite de compresoare. Acestea ar putea fi într-o serie sau într-o combinație
paralelă.
7.2 Dezavantajele folosirii sitemului Twincharger
Problema principală a twincharging-ului este că piesele si componentele sunt complexe și
costisitoare. În mod obișnuit, p entru a asigura un răspuns mai rapid, o curbă constanta de moment,
și un câștig adecvat de putere pe un sistem cu un singur compre sor, trebuie utilizate controale
electronice și / sau mecanice scumpe.

8. Motor pe benzină turbo-supraalimentat cu injectie directa (T DI)

8.1 Motorul cu aprindere cu scânteie folosind tehnologia TDI
Downsizingul motoarelor cu aprindere prin scanteie este vazut c a u n ‘ m e g a t r e n d ’ i n
industria constructoare de autovehicule, oferind o soluție acce sibilă pentru problemele legate de

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

reducerea emisiilor de CO2 și îmbunătățirea consumului de combu stibil, oferind în același timp o
manevrabilitate îmbunătățită de la motoarele pe benzină. Avantajele reducerii unui motor cu
aprindere prin scânteie în 4 timpi se datorează în principal de plasării punctelor de operare utilizate
în harta motorului pentru orice cuplu dat de volant, astfel încât accelerația să fie mai deschisă în
beneficiul pierderilor reduse de pompare.
In injectia directa cu turbocompresor un injector pulverizeaz a combustibil direct in
camera de ardere a fiecarui cilindru.
Motorul utilizează turbocompresorul pentru a mări cantitatea de aer care intră în cilindrii
motorului. Sistemul de injectie directa cu turbocompresor este de asemenea utilizat cu un
intercooler. Împreună, ele îmbunătățesc eficiența motorului și, prin urmare, oferă puteri mai mari, reducând în același timp emisiile și asigurând un cuplu mai mare decât cel al motorului pe benzină non-turbo și injectie multipunct (indirecta).
Deoarece aceste motoare au o cilindree relativ scăzută și sunt destul de compacte, acestea
au o suprafață redusă. Acest lucru reduce pierderile de căldură prin suprafața motorului, mărind astfel eficiența motorului, în de trimentul zgomotului mai mare de combustie.

Fig. 1.5. Motorul cu aprindere cu scanteie folosind tehnologia TDI (sourc e: Honda
worldwide)
8.2Efectele injectiei directe cu turbocompresor
Presiunea gazelor din motor poate fi marita considerabil datori ta cresterii eficiente a
rezistentei la detonatie datorata injectiei directe a combustibilului in cilindru datorita efectului sau

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

de evaporare si, de asemenea, i ntroducerea com bustibilului poat e fi amanata pana dupa inchiderea
supapelor de evacuare
În prezent, este necesară o întârziere de scânteie atunci când acționează astfel de motoare
pe benzină. Acest lucru asigură faptul că aceste niveluri foarte ridicate ale presiunii cilindrului nu
pot fi realizate în practică, dar cu tehnologia de dezvoltare a motorului și combustibilului, acestea
pot fi abordate chiar și atunc i când operează pe benzină normal a cu cifra octanica relativ scazuta.

9.Folosirea distributiei var iabile in motoarele reduse
Variable valve timing (VVT) (d istributie variabila a supapel or) este folosita in motoarele
cu aprindere prin scanteie pentru a imbunatati consumul de comb ustibil, pentru a reduce NOx, si sa
creasca cuplul si puterea maxima. Viteza variabilă a supapelor joacă, de asemenea, un rol
important în performanța motorului.
Fara varianta distributiei variabile sau ridicarea supapei vari abile, sincronizarea supapelor
este la fella toate conditiile si rotatiile mortorului, prin urmare, sunt necesare compromisuri. Un
motor echipat cu un sistem de acționare cu comandă variabilă a supapelor este eliberat de această
constrângere, ceea ce permite ca performantele motorului sa fie imbunatatite pe parcurs.
Un motor necesită cantități mari de aer când funcționează la viteze mari. Cu toate acestea,
supapele de admisie se pot închide înainte ca suficient aer să pătrundă în fiecare cameră de ardere,
reducând performanțele. Pe de altă parte, în cazul în care arborele cu came ține supapele deschise
pentru perioade mai lungi de timp, la fel ca în cazul unei camă de curse, apar probleme la viteze
mai mici ale motorului. Acest lucru va face ca combustibilul să nu se ardă la ieșirea din motor,
deoarece valvele sunt încă deschi se. Acest lucru duce la scăder ea performanțelor motorului și la
creșterea emisiilor.

9.1 Efectele distributiei variabile in marirea perf ormantelor motorului
În cea mai mare parte a duratei medii de viață, un motor rutier este rulat sub condiții de
încărcare redusă și de viteză redusă. Se știe că reducerea sarcinii în motoarele cu aprindere prin
scânteie este realizată în mod tradițional prin introducerea de pierderi suplimentare în timpul cursei
de admisie prin intermediul unei clapete de accelerație. În ace ste puncte de funcționare, eficiența
motorului scade de la vârf la valori dramatic mai mici. Optimiz area timpului de admisie și de
evacuare a supapei poate oferi reduceri semnificative ale pierd erilor de pompare la operația de
încărcare parțială.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. 1.6. Schema distributiei variabile VVT.
9.2 Provocari in sistemul de distributie variabila
Distributia variabila are nevoi e de două sau trei trepte suplim entare și un sistem de
transmisie cu curea care mărește dimensiunea transmisiei. Dator ită cuplării serv omotoarelor cu
came, există șanse de frecare crescută pe suprafața camei care poate cauza degradarea ei.
Principalul factor care împiedică această tehnologie de a fi ut ilizata pe scară largă în automobilele
de producție este abilitatea de a produce un mijloc eficient de a controla momentul sincronizării
supapelor în condițiile interne al e unui motor. Evenimentele de temporizare a supapelor trebuie să
aibă loc la momente precise pentru a oferi beneficii de perform anță. Dispozitivele de acționare a
supapelor electromagnetice și pneumatice oferă cel mai mare con trol al sincronizării precise a
supapelor, dar nu sunt eficiente din punct de vedere al costuri lor pentru vehiculele de producție.

10. Recircularea avansată a gazelor de eșapament pentru mot oare reduse
In motoarele cu ardere interna, recircularea gazelor de evacuar e(exhaust gas
reci rcu l atio n ) (E G R ) e ste f o lo si t u n o x id d e a zo t (N O x ) p en tr u reducerea emisiilor utilizată în
motoarele pe benzină / benzină și diesel.

10.1 Functionarea EGR
EGR-ul lucreaza prin recircularea unei parti din gazele de evac uare ale motorului inapoi in
cilindri. EGR-ul reduce performanta motorului cu 10-13%, dar cu cele mai noi tehnologii de
optimizare a variabilelor ca presiunea, amestecul aer-combustib il si avansul la aprindere, aceste
performante pot fi obtinute si d e un motor fara un astfel de si stem de recirculare al gazelor.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

10.2 Efectele sistemului de recirc ulare al gazelor de evacuare
Functia EGR permite valori mai mari ale presiunii si amestecuri aer-combustibil mai
sarace la un anumita intensitate a detonatiei. În special, atun ci când se utilizează sistemul de
recirculare a gazelor de evacuare, o optimizare adecvată a vari abilelor de control principale ale
motorului (adică presiunea de p ompare, raportul aer-combustibil și avansul de scânteie) permite
obținerea aceluiași nivel de performanță a motorului care funcț ionează cu aer curat, încărcarea
combustibilului, în timp ce temperatura de evacuare și intensitatea loviturilor rămân aceleași, iar consumul specific de combus tibil scade semnificativ

11. Pierderile redu cerii motorului
Un motor redus are tendința de a produce pierderi mai mici în c eea ce privește frecare
datorită suprafeței reduse. Micsorarea motorului reduce pierder ile mecanice, dar la o rată mai mică
decât este proporțională cu cilin dreea. Pierderile la pompare d epind de condițiile de funcționare și
trebuie calculate pentru fiecare mod de conducere. Dar ele sunt încă reduse din datorita motorului
micsorat

Concluzii

Reducerea capacitatii motorului este un proces continuu de dezv oltare și multe noi metode
de obținere a unei mai bune puteri și a eficienței combustibilu lui la o capacitate scăzută a
motorului sunt în curs de dezvol tare. Pentru un motor cu ardere interna, beneficiile posibile în
consumul de combustibil sunt între 10 și 30%, în funcție de gra dul de reducere și de procesul de
combustie. Deși viteza maximă a unui vehicul este redusă prin r educere, există multe experimente
care sugerează existența cilindreei optime a motorului. Este de așteptat ca combinația de
turbocompresoare, injecție direct ă și distributia variabila să devină standard în viitor.
Variantele de motor de înaltă performanță pot fi realizate fără dezavantaje majore în
domeniul de viteză. De asemenea, se observă că pierderile de fr icțiune pentru cilindreea unităților
cresc în motoare mai mici, iar utilizarea regiunilor favorabile pe harta consumului de combustibil
poate îmbunătăți economia de combustibil.
Datorită diminuării, motoarele pe benzină și diesel ale viitoru lui ar putea avea doar doi
cilindri,o capacitate cilindrica mai mică de un litru și asigur area cuplului și a put erii necesare fără a
produce un nivel ridi cat de poluanti.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Studiu de nivel
Pentru acest proiect m-am inspirat dintr-un model casic, foarte cunoscut si prezenta in piata
auto de azi. Un reprezentant al conceptului de Downsizing in gama Vw estye motorul 1,4 TSI,
care il gasim pe modelul Golf.

Volkswagen – Golf VII – 1.4 TSI (122 Hp)

Marcă Volkswagen
Model Golf
Generație Golf VII
Modificare (Tip motor) 1.4 TSI (122 Hp)
Număr de uși 5
Putere 122 CP /5000 rot/min
Viteza maximă 203 km/h
Accelera ția de la 0 la 100 km/h 9.3 sec
Volumul rezervorului 50 l
Anul începerii produc ției 2012 an fabricatie

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Anul opririi produc ției 2014 an fabricatie
Tipul caroseriei Hatchback
Număr de scaune 5
Lungime 4255 mm.
Lățime 1799 mm.
Înălțime 1452 mm.
Ampatament 2637 mm.
Ecartament fa ță 1549 mm.
Ecartament spate 1520 mm.
Volumul minim al portbagajului 380 l
Volumul maxim al portbagajului 1270 l
Amplasarea motorului Față, Transversal
Volumul motorului 1395 cm3
Cuplu 200 Nm /1500-4000 rot/min
Sistemul de combustibil (Fuel System) injecție direct ă
Tipul turbinei (Turbine) turbo compresor
Poziționarea cilindrilor in linie
Numărul de cilindri 4
Tipul de combustibil Benzin ă
Tractiune Față
Numărul de viteze (cutie manual ă) 6
Frâne fa ță (Front brakes) discuri ventilate
ABS da
Tipul de virare (steering type) cremaliere
Servodirec ție Electric ă
Diametrul minim al cercului de virare 10.9 m
Consumul de combustibil – urban 6.6 l./100 km.
Consumul de combustibil – extra-urban 4.3 l./100 km.
Consumul de combustibil – mixt 5.2 l./100 km.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Cap.2. Calculul termic, cinematic si dinamic al motorului
2.1. Calculul termic al motorului.
M.A.S. 85 kW. la 6000 rot/min
Alege rea parametrilor initiali . Alegerea valorilor preliminare necesare calculului se aleg
pe baza datelor existente in literatura de specialitate ori pe baza constructiilor existente similare
cu motoare supraalimentate
Pe 85 kW P 1.36 Pe  P 115.6 CP
-turatia motorului: n 6000 rot/min
-numarul de cilindri: i4 amplasare: in linie
-temperatura initiala: T0 293 K
-exponentul adiabatic x 1.45
-presiunea initiala: p0 1.02 105  Pa
-presiune de supraalimentare: ps1.4 105  Pa
-temperatura aerului dupa turbina: TsT0ps
p0x1
x
  Ts323.2576 K
-temperatura gazelor reziduale: Tr 900 K
-presiunea gazelor reziduale: pr 1.15 105  Pa
-coeficientul de exces de aer: λ 0.9
raportul de comprimare: ε 7 pentru motoare supraalimentate
Parametri procesului de schimbare a gazelor .Se adopta urmatoarele marimi.
-presiunea la sfarsitul admisiei: pa 1.15 105  Pa
-preancalzirea amestecului: ΔT2 5 C
-coeficientul de post umplere: νp 1.05
Se calculeaza in continuare coeficientul gazelor rezi duale
γrT0ΔT
Trpr
εpaνp pr  γr 0.0556

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. gr=(0.05-0.12)
Temperatura la sfarsitul admisiei va fi:
TaT0ΔT γrT r 
1γrTa 348.6773 K
Coeficientul de umplere rezulta:
ηvpa T0
p0 Taε
ε1νp
1γr ηv 1.0994
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. hv=(0.75-0 .85)
Parametri procesului de comprimare. Se adopta pentru coeficientul politropic de
comprimare valoarea:
n1 1.34
Presiunea la sfarsitul comprimarii rezulta:
pc pa εn1  pc 15.6002 105  Pa
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. pc=(10-20 *105)
Temperatura la sfarsitul comprimarii va fi:
Tc Ta εn1 1  Tc 675.7048 K
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. Tc=(600-7 50)
Parametri procesului de ardere. Se adopta urmatoarea compozitie a benzinei:
c 0.854 h 0.142 o 0.004 Qi 43500
Se mai adopta:
-coeficientul de utilizare al caldurii ξ 0.9
-masa molara a combustibilului: Mc1
114 Mc 0.0088
Aerul minim pentru arderea unui kg de combustibil se calculeaza cu relatia:
Lmin1
0.21c
12h
4o
32  Lmin 0.5073kmol aer
kg comb
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. Lmin=(0.5 073)

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Cantitatea reala de aer necesara arderii combustibilului este":
LλLmin  L 0.4566 kmol aer
kg comb
Cantitatea de incarcatura proaspata, raportata la 1 kg combusti bil va fi:
M1 λLmin Mc  M1 0.4654kmol
kg comb
Coeficientul teoretic de variatie molara a incarcaturii proaesp ete pentru l<1 este:
μ00.79λLminh
2c
12
λLmin Mc μ0 1.0806
Coeficientul real de variatie molara a incarcaturii proaspete rezulta:
μfμ0γr
1γr μf 1.0763
Caldura specifica molara medie a amestecului initial este:
C'mv 20 17.4 103 Tc   C'mv 31.7573 kJ/kmolK
Caldura specifica degajata de arderea incompleta va fi:
Qai Qi 61000 1 λ()   Qai 37400KJ
Kg
Temperatura la sfarsitul arderii rezulta din urmatoarea ecuatie :
Rm 8.314
A13.8
λ15.5104 μf 
Bμf 18.4 2.6 λ  () 
CξQai
λLmin Mc () 1 γr() []C'mv Tc  
A 0.0033 B 22.3234 C 89974.2449 
Δ B24AC   Δ 1692.7388
TzB Δ
2ATz 2835.3374 K

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. Tz=(2400- 3000)
Presiunea la sfarsitul arderii va fi calculata cu relatia:
pz pc μfTz
Tc  pz 70.4578 105  Pa
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. pz=(35-50 * 105) max 80 pentru motor
supraalimentat
Φz 0.96Tinand cont de rotunjirea diagramei:
p'z Φzp z  p'z 67.6395 105 
Gradul de crestere a presiunii va fi:
πppzpc πp4.5165
Destinderea . Se adopta coeficientul politropic al destinderii. n2 1.25
Presiunea la sfarsitul destinderii va fi:
pbpz
εn2 pb 6.1881 105  Pa
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. pb=(3-5*1 05)
Temperatura la sfarsitul destinderii va fi:
TbTz
εn2 1 Tb 1743.1318K
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. Tb=(1200 -1700)
Parametrii principali ai motorului. Se adopta urmatoarele valori pentru
-coeficientul de rotunjire al diagramei va fi: μr 0.96
-randamentul mecanic: ηm 0.86
Presiunea medie a ciclului teoretic se obtine cu relatia:
p'ipc
ε1πp
n2 111
εn2 1

1
n1 111
εn1 1

 



 
p'i 1.4393 106  Pa

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Presiunea medie indicata va fi:
Papiμr p'i  pi 1.3817 106 
Randamentul indicat al motorului este:
ηiR mpi M1 T0
p0ηvQi  ηi 0.3211
Presiunea medie efectiva rezulta:
pe ηmp i  pe 1.2353 106  Pa
Randamentul efectiv al motorului:
ηeηmηi  ηe 0.2871
Consumul efectiv specific de combustibil se calculeaza cu relat ia:
kg
kW hge3600
ηeQ i ge 0.2883
Dimensiunile fundamentale ale motorului. Se adopta
raportulcursa
alezajΦ 0.923
Capacitatea cilindrica necesara va fi:
Vh12 Pe107
pe ni Vh 0.3441
Se determina alezajul si cursa
D34V h
πΦ100  D 78.0031 mm
SΦD  S 71.9968 mm
Viteza medie a pistonului este:
WmSn
30103  Wm 14.3994 m
s
Aceasta valoare se compara cu valorile admisibile. Wm=(9-15)

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Cilindreea totala a motorului rezulta:
Vt i Vh  Vt 1.3762 l
Puterea litrica a motorului va fi:
PlPe
Vt Pl 61.7635kW
l
Se adopta D7 8 si S7 2
Diagrama indicata. Cu valorile obtinute in urma calculului de m ai sus se poate trece la trasarea
diagramei indicate in coordonate p-V . In sistemul de coordonate ales se plaseza punctele a,c,z',z,b si
cu scarile alese deliberat se traseaza mai intai diagrama ciclu lui teoretic.
Se calculeaza:
V olumul la sfarsitul cursei de admisie:
VhπD2
4S 
Va Vhε
ε1 Va 4.0138 105  l
V olumul la sfarsitul compresiei:
VcVa
ε Vc 57340.3491 l
Se traseaza izocorele Vb=Vz Vc=Va izobara de admisie pa=cons t si izobara de evacuare
pr=const
Politropa ac care reprezinta procesul de comprimare se traseaz a prin puncte, utilizand
ecuatia:
px paVaVxn1
 
Vx
-unghiul de avans la aprindere: αs 30 deg 
-unghiul de avans la deschiderea evacuarii: αev 60 deg 
-raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei: λb1
3.6
Pozitia punctului c' se determina de cursa pistonului xs corespunzatoare unghiului de avans la
injectie
xsS21 cos αs()()λb
41 cos 2 αs()()   xs 6.0731 mm
Pozitia punctului c'' este determinata de presiunea in acel punct:
pc' 1.2 pc  pc' 1.872 106  Pa

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

R.R+L
LXSPMS
PMI

2.2. Cinematica mecanismului biela-manivela
Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă din
cauza regimului dinamic de funcționare. De aceea s-au determina t relații simplificate, în ipoteza
unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la un reg im stabilizat obținându-se o precizie
suficientă.
La o viteză unghiulară constantă a arborelui cotit unghiul de r otație este proporțional cu
timpul și prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimat e in funcție de unghiul de rotație
al arborelui cotit.
Mecanismul bielă-manivelă este de tipul axat deci axa cilindrului intersectează axa
arborelui cotit

Pozitia punctului b' este determinata de cursa pistonulu i xev corespunzatoare unghiului de avans
la deschiderea evacuarii:
xevS
21 cos ev()()b
41 cos 2 ev()()   xev 14.25 mm
Pozitia punctului a este determinata de presiunea in pun ctul a'
pa'1
2pa pb()  pa' 4.9395 105  Pa
L=lungimea bielei
R=raza manivelei S=deplasarea pistonului
=unghiul de înclinare al axei bielei
=unghiul de rotație al manivelei
X=deplasarea curentă

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Deplasarea pistonului. se obține din relația :
R=S
2- raza manivelei
R=35 [mm]
l=R
b=122 [mm] b1
3.5
x R 1 cos b
2sin2   
2.1.2. Viteza pistonului. Se obține derivând, în raport cu timp ul, relația deplasării.
n
30n
vR sinb
2sin 2   
Poziția vitezei maxime poate explica forma uzurii cilindrului î n lungul axei.
Accelerația pistonului. Se poate obține derivând, în raport cu timpul,expresia vitezei
pistonului.
aR2 cosb cos 2    
Forțele care acționeaza în mecanismul bielă-manivelă
a) Forta de presiune a gazelor
Fg=A p·ps -forța de presiune a gazelor
unde: A p=p·D2/4=4417.8 [mm2] -aria capului pistonului
p s=1.43·105 [N/m2]

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
b) forțele de inerție;
pentru mișcarea de:
-translație: F tr= -m·a
unde: m = m (p+b) + m 1b =0.525 [kg]
m1b = 0,25·1,5=0,125 [kg]
m2b = 0,75·1,5=0,375 [kg]
m(p+b) = 0,4 [kg]
mb = 0,5 [kg]
-rotație: F r=-m r ·R·2=3077.8 [N]
mr = m 2b+ m fm –2m cg=-0,275 [kg]
mfm = 0,25 [kg]
mcg = 0,45 [kg]

Calculul forțelor din mecanismul bielă-manivelă ;
F=F g+Fj -forța sumară
Fb=F/cos() – forța care acționează după axa corpului bielei
Fn=F·tg() – forța perpendiculară pe axa cilindrului
Ft=F·sin(-)/cos() – forța tangențială la fusul maneton 
Fm`
F"F"bFt„FbFt
Fr"Fm Ft`Me
FFbFn
MrasH=sin( )r/sin

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel
Fm=F·cos(-)/cos() – forța radială pe axa fusului maneton
Forțele care acționează asupra fusului arborelui cotit ;
-Forțele care acționează asupra fusului maneton

Rm=Ft+Fm+Fcb
Unde: F cb=-m 2b·R·2
2
m2
t mF F R 
– Forțele care acționează asupra fusului palier F
tpdr=Ftdr/2
Fmpdr=(F mdr-Fr)/2
2dr
mp2dr
tpdr
p ) F ( ) F ( R 
Ftpst=Ftst/2
Fmpst=(F mst-Fr)/2
2st
mp2st
tpst
p ) F ( ) F ( R 
Rtp=Rpdr+Rpst
– Valoarea medie a momentului total este : fi-Fcb
ZRmKTFcb

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

kWn V pPkWn MPNmM
M
t i
imed
im
med
33 , 146000 . 12020 . 11610 55 , 978 , 346
31
  

unde:
 pi = presiunea indicată N/m2
 Vt = cilindreea totală a motorului m3
 n = turația motorului rot/min
Pi = puterea indicată a motorului
Pi = puterea indicată a motorului obținută la calculul termic
Se admite o abatere de ± 5%.

Bilanțul puterilor
Pid136.529 KWPidMmedn
9550
PitpiVtn1
120000Pit156.655 KW
PidPid
Pid0.254

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

ANEXE

In urma calcului tabelar, de la capitolul 2, am obtinut urmatoa rele valori:
Tab. A.1. presiunea in cilindru pe durata ciclului motor.
α  [grd]  Xp  [m]  Vx    [l]  px   [N/m2] 
0  0.0000  0.05731  115000 
10  0.0007  0.06064  115000 
20  0.0028  0.07047  115000 
30  0.0061  0.08632  115000 
40  0.0105  0.10742  115000 
50  0.0158  0.13277  115000 
60  0.0217  0.16122  115000 
70  0.0281  0.19157  115000 
80  0.0346  0.22261  115000 
90  0.0410  0.25320  115000 
100  0.0471  0.28234  115000 
110  0.0527  0.30923  115000 
120  0.0577  0.33323  115000 
130  0.0621  0.35389  115000 
140  0.0656  0.37094  115000 
150  0.0684  0.38424  115000 
160  0.0704  0.39373  115000 
170  0.0716  0.39942  115000 
180  0.0720  0.40131  115000 
190  0.0716  0.39942  115663.4483 
200  0.0704  0.39373  117907.0732 
210  0.0684  0.38424  121826.8785 
220  0.0656  0.37094  127714.9964 
230  0.0621  0.35389  136028.1787 
240  0.0577  0.33323  147447.8683 
250  0.0527  0.30923  162978.2389 
260  0.0471  0.28234  184104.3677 
270  0.0410  0.25320  213046.3606 
280  0.0346  0.22261  253164.0861 
290  0.0281  0.19157  309583.0587 
300  0.0217  0.16122  390081.2081 
310  0.0158  0.13277  506028.3545 
320  0.0105  0.10742  672160.6466 
330  0.0061  0.08632  900968.5251 
340  0.0028  0.07047  1182390.041

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

350  0.0007  0.06064  1446188.056 
360  0.0000  0.05731  1560016.58 
370  0.0007  0.06064  7204148.26 
374  0.0014  0.06381  6297851.469 
380  0.0028  0.07047  5562866.515 
390  0.0061  0.08632  4316942.891 
400  0.0105  0.10742  3284622.803 
410  0.0158  0.13277  2520394.357 
420  0.0217  0.16122  1977149.725 
430  0.0281  0.19157  1593688.768 
440  0.0346  0.22261  1320981.994 
450  0.0410  0.25320  1124608.591 
460  0.0471  0.28234  981409.4863 
470  0.0527  0.30923  875933.388 
480  0.0577  0.33323  797812.8072 
490  0.0621  0.35389  740018.8477 
500  0.0656  0.37094  697742.5654 
510  0.0684  0.38424  667687.4644 
520  0.0704  0.39373  582862.9159 
530  0.0716  0.39942  465897.1869 
539  0.0720  0.40129  345442.1434 
540  0.0720  0.40131  348931.4579 
541  0.0720  0.40129  345442.1434 
550  0.0716  0.39942  296591.7392 
560  0.0704  0.39373  174465.729 
570  0.0684  0.38424  144732.8645 
580  0.0656  0.37094  115000 
590  0.0621  0.35389  115000 
600  0.0577  0.33323  115000 
610  0.0527  0.30923  115000 
620  0.0471  0.28234  115000 
630  0.0410  0.25320  115000 
640  0.0346  0.22261  115000 
650  0.0281  0.19157  115000 
660  0.0217  0.16122  115000 
670  0.0158  0.13277  115000 
680  0.0105  0.10742  115000 
690  0.0061  0.08632  115000 
700  0.0028  0.07047  115000 
710  0.0007  0.06064  115000 
720  0.0000  0.05731  115000

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.1. Grafic – Diagrama indicata.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.2. Valorile pentru caracteristica externa a motorului
n
[r/min] Pe [kW] ge [g/kWh] Ge [kg/h] Me [Nm]
1000 16.134 304.099 4.906 116.633
1150 18.816 298.961 5.625 118.276
1300 21.542 294.112 6.336 119.791
1450 24.306 289.550 7.038 121.178
1600 27.099 285.277 7.731 122.436
1750 29.914 281.291 8.414 123.567
1900 32.741 277.594 9.089 124.570
2050 35.574 274.185 9.754 125.445
2200 38.404 271.064 10.410 126.191
2350 41.224 268.231 11.058 126.810
2500 44.025 265.686 11.697 127.301
2650 46.799 263.430 12.328 127.664
2800 49.539 261.461 12.953 127.898
2950 52.237 259.780 13.570 128.005
3100 54.884 258.388 14.181 127.984
3250 57.472 257.284 14.787 127.834
3400 59.994 256.467 15.387 127.557
3550 62.442 255.939 15.981 127.152
3700 64.807 255.699 16.571 126.618
3850 67.082 255.747 17.156 125.957
4000 69.259 256.083 17.736 125.167
4150 71.330 256.707 18.311 124.250
4300 73.286 257.620 18.880 123.204
4450 75.120 258.820 19.443 122.031
4600 76.824 260.309 19.998 120.730
4750 78.390 262.085 20.545 119.300
4900 79.810 264.150 21.082 117.743
5050 81.076 266.503 21.607 116.057
5200 82.179 269.143 22.118 114.244
5350 83.113 272.072 22.613 112.302
5500 83.869 275.289 23.088 110.233
5650 84.438 278.795 23.541 108.035
5800 84.814 282.588 23.967 105.710
6000 85.000 288.094 24.488 102.410
6200 84.808 294.112 24.943 98.882
6400 84.219 300.642 25.320 95.127
6600 83.215 307.684 25.604 91.145

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.2.. Grafic – Caracteristica externa

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.3. Deplasarea viteza si acceleratia pistonului.
α [grd] β [grd] SX [m] Vp [l] vp [m/s] j [m/s2]
0 0.00000  0.00000  0.00000  0.00000  18158.400 
10 0.04825  0.00070  0.00406  5.00186  17704.442 
20 0.09515  0.00276  0.01604  9.75479  16377.842 
30 0.13934  0.00607  0.03536  14.02914  14280.758 
40 0.17951  0.01049  0.06106  17.63175  11571.670 
50 0.21443  0.01579  0.09195  20.41950  8449.132 
60 0.24295  0.02175  0.12663  22.30768  5131.722 
70 0.26408  0.02810  0.16361  23.27258  1836.478 
80 0.27709  0.03459  0.20143  23.34816  ‐1241.716 
90 0.28148  0.04100  0.23870  22.61738  ‐3947.478 
100 0.27709  0.04710  0.27422  21.19939  ‐6177.117 
110 0.26408  0.05272  0.30698  19.23420  ‐7884.365 
120 0.24295  0.05774  0.33622  16.86678  ‐9079.200 
130 0.21443  0.06207  0.36139  14.23234  ‐9820.077 
140 0.17951  0.06564  0.38217  11.44459  ‐10200.725 
150 0.13934  0.06842  0.39838  8.58824  ‐10333.280 
160 0.09515  0.07041  0.40994  5.71641  ‐10329.954 
170 0.04825  0.07160  0.41687  2.85308  ‐10285.610 
180 0.00000  0.07199  0.41918  0.00000  ‐10263.443 
190 ‐0.04825  0.07160  0.41687  ‐2.85308  ‐10285.610 
200 ‐0.09515  0.07041  0.40994  ‐5.71641  ‐10329.954 
210 ‐0.13934  0.06842  0.39838  ‐8.58824  ‐10333.280 
220 ‐0.17951  0.06564  0.38217  ‐11.44459  ‐10200.725 
230 ‐0.21443  0.06207  0.36139  ‐14.23234  ‐9820.077 
240 ‐0.24295  0.05774  0.33622  ‐16.86678  ‐9079.200 
250 ‐0.26408  0.05272  0.30698  ‐19.23420  ‐7884.365 
260 ‐0.27709  0.04710  0.27422  ‐21.19939  ‐6177.117 
270 ‐0.28148  0.04100  0.23870  ‐22.61738  ‐3947.478 
280 ‐0.27709  0.03459  0.20143  ‐23.34816  ‐1241.716 
290 ‐0.26408  0.02810  0.16361  ‐23.27258  1836.478 
300 ‐0.24295  0.02175  0.12663  ‐22.30768  5131.722 
310 ‐0.21443  0.01579  0.09195  ‐20.41950  8449.132 
320 ‐0.17951  0.01049  0.06106  ‐17.63175  11571.670 
330 ‐0.13934  0.00607  0.03536  ‐14.02914  14280.758 
340 ‐0.09515  0.00276  0.01604  ‐9.75479  16377.842 
350 ‐0.04825  0.00070  0.00406  ‐5.00186  17704.442 
360 0.00000  0.00000  0.00000  0.00000  18158.400

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.3. Grafic – Deplasarea, Viteza si Acceleratia pistonului in functie de rotatia arborelui cotit.

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.4. Fortele F, Fg, Fj,N, B, T, Z, si momentul M.

α  px  Fg  Fj  F  Beta  N  S/100  T  Z  M 
[grd]  [N/m2]  [N]  [N]  [N]  [grd]  [N]  [N]  [N]  [N]  [Nm] 
0  115000  0  ‐7592.02  ‐7592.02  0  0  ‐7592.02  0  ‐7592.02  0 
10  115000  0  ‐7402.22  ‐7402.22  0.048254  ‐357.466  ‐7410.84  ‐1293.03  ‐7297.17  ‐46.5446 
20  115000  0  ‐6847.57  ‐6847.57  0.095149  ‐653.513  ‐6878.68  ‐2363.38  ‐6459.93  ‐85.0738 
30  115000  0  ‐5970.78  ‐5970.78  0.139339  ‐837.391  ‐6029.21  ‐3027.3  ‐5214.1  ‐108.973 
40  115000  0  ‐4838.11  ‐4838.11  0.179515  ‐877.963  ‐4917.12  ‐3172.45  ‐3756.81  ‐114.198 
50  115000  0  ‐3532.58  ‐3532.58  0.21443  ‐769.316  ‐3615.38  ‐2778.22  ‐2313.54  ‐100.007 
60  115000  0  ‐2145.57  ‐2145.57  0.242945  ‐531.76  ‐2210.48  ‐1919  ‐1097.11  ‐69.0778 
70  115000  0  ‐767.83  ‐767.83  0.264085  ‐207.621  ‐795.405  ‐748.683  ‐268.597  ‐26.9501 
80  115000  0  519.1605  519.1605  0.27709  147.6525  539.7489  531.996   91.15469  19.15009 
90  115000  0  1650.438  1650.438  0.28148  477.2366  1718.052  1718.03 1  ‐8.44033  61.84342 
100  115000  0  2582.649  2582.649  0.27709  734.5214  2685.069  2641.9 91  ‐479.04  95.10292 
110  115000  0  3296.448  3296.448  0.264085  891.3596  3414.834  3203. 477  ‐1182.72  115.3146 
120  115000  0  3796.008  3796.008  0.242945  940.8057  3910.856  3378. 579  ‐1969.77  121.6176 
130  115000  0  4105.768  4105.768  0.21443  894.1447  4202.003  3208.7 9  ‐2713.02  115.5058 
140  115000  0  4264.917  4264.917  0.179515  773.9469  4334.572  2775. 792  ‐3329.19  99.9193 
150  115000  0  4320.338  4320.338  0.139339  605.9196  4362.621  2172. 116  ‐3783.43  78.18897 
160  115000  0  4318.948  4318.948  0.095149  412.1886  4338.572  1477. 107  ‐4079.38  53.17094 
170  115000  0  4300.407  4300.407  0.048254  207.6745  4305.419  744.0 569  ‐4240.64  26.78358 
180  115000  0  4291.14  4291.14  0  0  4291.14  0  ‐4291.14  0 
190  115663.4  3.170141  4300.407  4303.577  ‐0.04825  ‐207.828  4308.593  ‐744.605  ‐4243.76  ‐26.8033 
200  117907.1  13.89081  4318.948  4332.839  ‐0.09515  ‐413.514  4352.526  ‐1481.86  ‐4092.5  ‐53.342 
210  121826.9  32.62073  4320.338  4352.959  ‐0.13934  ‐610.495  4395.561  ‐2188.52  ‐3812  ‐78.7793 
220  127715  60.7558  4264.917  4325.673  ‐0.17951  ‐784.972  4396.32  ‐2815.33  ‐3376.61  ‐101.343

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

230  136028.2  100.4785  4105.768  4206.247  ‐0.21443  ‐916.027  4304.836  ‐3287.32  ‐2779.42  ‐118.333 
240  147447.9  155.045  3796.008  3951.053  ‐0.24295  ‐979.232  4070.592  ‐3516.57  ‐2050.23  ‐126.585 
250  162978.2  229.2534  3296.448  3525.702  ‐0.26408  ‐953.35  3652.321  ‐3426.27  ‐1264.97  ‐123.334 
260  184104.4  330.1999  2582.649  2912.849  ‐0.27709  ‐828.432  3028.364  ‐2979.78  ‐540.287  ‐107.262 
270  213046.4  468.4929  1650.438  2118.931  ‐0.28148  ‐612.705  2205.737  ‐2205.71  ‐10.8362  ‐79.3983 
280  253164.1  660.1865  519.1605  1179.347  ‐0.27709  ‐335.414  1226.117  ‐1208.5  207.0709  ‐43.5022 
290  309583.1  929.7721  ‐767.83  161.9419  ‐0.26408  ‐43.7891  167.7577  ‐157.903  56.64933  ‐5.684 
300  390081.2  1314.415  ‐2145.57  ‐831.155  ‐0.24295  205.9941  ‐856.302  743.3876  ‐425.002  26.75949 
310  506028.4  1868.443  ‐3532.58  ‐1664.13  ‐0.21443  362.4114  ‐1703.14  1308.769  ‐1089.87  47.11134 
320  672160.6  2662.269  ‐4838.11  ‐2175.84  ‐0.17951  394.8457  ‐2211.38  1426.745  ‐1689.55  51.35809 
330  900968.5  3755.577  ‐5970.78  ‐2215.2  ‐0.13934  310.6777  ‐2236.88  1123.148  ‐1934.47  40.42959 
340  1182390  5100.287  ‐6847.57  ‐1747.28  ‐0.09515  166.7555  ‐1755.22  603.0581  ‐1648.37  21.70809 
350  1446188  6360.788  ‐7402.22  ‐1041.43  ‐0.04825  50.29249  ‐1042.64  181.9177  ‐1026.65  6.548433 
360  1560017  6904.692  ‐7592.02  ‐687.324  0  0  ‐687.324  0  ‐687.324  0 
370  7204148  33873.93  ‐7402.22  26471.71  0.048254  1278.367  26502.56  4624.101  26096.04  166.4523 
380  5562867  26031.43  ‐6847.57  19183.86  0.095149  1830.855  19271.03  6621.143  18097.87  238.3392 
390  4316943  20078.05  ‐5970.78  14107.28  0.139339  1978.52  14245.34  7152.654  12319.47  257.4718 
400  3284623  15145.34  ‐4838.11  10307.23  0.179515  1870.435  10475. 57  6758.677  8003.616  243.29 
410  2520394  11493.64  ‐3532.58  7961.068  0.21443  1733.743  8147.666  6261.031  5213.824  225.3764 
420  1977150  8897.871  ‐2145.57  6752.301  0.242945  1673.496  6956.591  6039.279  3452.719  217.394 
430  1593689  7065.587  ‐767.83  6297.757  0.264085  1702.913  6523.93  6140.708  2203.035  221.0451 
440  1320982  5762.518  519.1605  6281.679  0.27709  1786.548  6530.79 2  6436.984  1102.943  231.7101 
450  1124609  4824.191  1650.438  6474.63  0.28148  1872.188  6739.875   6739.794  ‐33.1112  242.6102 
460  981409.5  4139.946  2582.649  6722.595  0.27709  1911.948  6989.194  6877.062  ‐1246.93  247.5514 
470  875933.4  3635.952  3296.448  6932.4  0.264085  1874.521  7181.365  6736.883  ‐2487.25  242.5055 
480  797812.8  3262.67  3796.008  7058.678  0.242945  1749.428  7272.237  6282.468  ‐3662.79  226.148 
490  740018.8  2986.514  4105.768  7092.283  0.21443  1544.541  7258.518  5542.847  ‐4686.46  199.5241

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

500  697742.6  2784.506  4264.917  7049.424  0.179515  1279.246  7164. 555  4588.069  ‐5502.77  165.1553 
510  667687.5  2640.895  4320.338  6961.233  0.139339  976.3002  7029. 362  3499.866  ‐6096.14  125.9836 
520  582862.9  2235.579  4318.948  6554.527  0.095149  625.5463  6584. 31  2241.689  ‐6190.96  80.69336 
530  465897.2  1676.685  4300.407  5977.092  0.048254  288.6446  5984. 057  1034.157  ‐5894.02  37.22623 
540  348931.5  1117.79  4291.14  5408.929  0  0  5408.929  0  ‐5408.93  0  
550  296591.7  867.696  4300.407  5168.103  ‐0.04825  ‐249.577  5174.126  ‐894.186  ‐5096.27  ‐32.1877 
560  174465.7  284.1438  4318.948  4603.092  ‐0.09515  ‐439.307  4624.007  ‐1574.29  ‐4347.77  ‐56.6691 
570  144732.9  142.0719  4320.338  4462.41  ‐0.13934  ‐625.845  4506.083  ‐2243.54  ‐3907.85  ‐80.7602 
580  115000  ‐1.4E‐13  4264.917  4264.917  ‐0.17951  ‐773.947  4334.572  ‐2775.79  ‐3329.19  ‐99.9193 
590  115000  ‐1.4E‐13  4105.768  4105.768  ‐0.21443  ‐894.145  4202.003  ‐3208.79  ‐2713.02  ‐115.506 
600  115000  ‐1.4E‐13  3796.008  3796.008  ‐0.24295  ‐940.806  3910.856  ‐3378.58  ‐1969.77  ‐121.618 
610  115000  ‐1.4E‐13  3296.448  3296.448  ‐0.26408  ‐891.36  3414.834  ‐3203.48  ‐1182.72  ‐115.315 
620  115000  ‐1.4E‐13  2582.649  2582.649  ‐0.27709  ‐734.521  2685.069  ‐2641.99  ‐479.04  ‐95.1029 
630  115000  ‐1.4E‐13  1650.438  1650.438  ‐0.28148  ‐477.237  1718.052  ‐1718.03  ‐8.44033  ‐61.8434 
640  115000  ‐1.4E‐13  519.1605  519.1605  ‐0.27709  ‐147.652  539.7489  ‐531.996  91.15469  ‐19.1501 
650  115000  ‐1.4E‐13  ‐767.83  ‐767.83  ‐0.26408  207.6213  ‐795.405  748.6826  ‐268.597  26.95009 
660  115000  ‐1.4E‐13  ‐2145.57  ‐2145.57  ‐0.24295  531.7597  ‐2210.48  1919.004  ‐1097.11  69.07779 
670  115000  ‐1.4E‐13  ‐3532.58  ‐3532.58  ‐0.21443  769.3164  ‐3615.38  2778.217  ‐2313.54  100.0066 
680  115000  ‐1.4E‐13  ‐4838.11  ‐4838.11  ‐0.17951  877.9629  ‐4917.12  3172.453  ‐3756.81  114.1978 
690  115000  ‐1.4E‐13  ‐5970.78  ‐5970.78  ‐0.13934  837.3905  ‐6029.21  3027.295  ‐5214.1  108.9726 
700  115000  ‐1.4E‐13  ‐6847.57  ‐6847.57  ‐0.09515  653.5131  ‐6878.68  2363.378  ‐6459.93  85.07378 
710  115000  ‐1.4E‐13  ‐7402.22  ‐7402.22  ‐0.04825  357.4665  ‐7410.84  1293.025  ‐7297.17  46.54463 
720  115000  0  ‐7592.02  ‐7592.02  0  0  ‐7592.02  0  ‐7592.02  0

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.5. Fortele T, Z, si rezultanta Rm.

α  T  Z  Rm 
[grd]  [N]  [N]  [N] 
0  0  ‐7592.02  7592.016 
10 ‐1293.03  ‐7297.17  7410.843 
20 ‐2363.38  ‐6459.93  6878.68 
30 ‐3027.3  ‐5214.1  6029.212 
40 ‐3172.45  ‐3756.81  4917.124 
50 ‐2778.22  ‐2313.54  3615.377 
60 ‐1919  ‐1097.11  2210.484 
70 ‐748.683  ‐268.597  795.4055 
80 531.996  91.15469  539.7489 
90 1718.031  ‐8.44033  1718.052 
100 2641.991  ‐479.04  2685.069 
110 3203.477  ‐1182.72  3414.834 
120 3378.579  ‐1969.77  3910.856 
130 3208.79  ‐2713.02  4202.003 
140 2775.792  ‐3329.19  4334.572 
150 2172.116  ‐3783.43  4362.621 
160 1477.107  ‐4079.38  4338.572 
170 744.0569  ‐4240.64  4305.419 
180  0  ‐4291.14  4291.14 
190 ‐744.605  ‐4243.76  4308.593 
200 ‐1481.86  ‐4092.5  4352.526 
210 ‐2188.52  ‐3812  4395.561 
220 ‐2815.33  ‐3376.61  4396.32 
230 ‐3287.32  ‐2779.42  4304.836 
240 ‐3516.57  ‐2050.23  4070.592 
250 ‐3426.27  ‐1264.97  3652.321 
260 ‐2979.78  ‐540.287  3028.364 
270 ‐2205.71  ‐10.8362  2205.737 
280 ‐1208.5  207.0709  1226.117 
290 ‐157.903  56.64933  167.7577 
300 743.3876  ‐425.002  856.3015 
310 1308.769  ‐1089.87  1703.14 
320 1426.745  ‐1689.55  2211.375 
330 1123.148  ‐1934.47  2236.88 
340 603.0581  ‐1648.37  1755.218 
350 181.9177  ‐1026.65  1042.642 
360  0  ‐687.324  687.3239 
370 4624.101  26096.04  26502.56 
380 6621.143  18097.87  19271.03 
390 7152.654  12319.47  14245.34 
400 6758.677  8003.616  10475.57

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

410 6261.031  5213.824  8147.666 
420 6039.279  3452.719  6956.591 
430 6140.708  2203.035  6523.93 
440 6436.984  1102.943  6530.792 
450 6739.794  ‐33.1112  6739.875 
460 6877.062  ‐1246.93  6989.194 
470 6736.883  ‐2487.25  7181.365 
480 6282.468  ‐3662.79  7272.237 
490 5542.847  ‐4686.46  7258.518 
500 4588.069  ‐5502.77  7164.555 
510 3499.866  ‐6096.14  7029.362 
520 2241.689  ‐6190.96  6584.31 
530 1034.157  ‐5894.02  5984.057 
540  0  ‐5408.93  5408.929 
550 ‐894.186  ‐5096.27  5174.126 
560 ‐1574.29  ‐4347.77  4624.007 
570 ‐2243.54  ‐3907.85  4506.083 
580 ‐2775.79  ‐3329.19  4334.572 
590 ‐3208.79  ‐2713.02  4202.003 
600 ‐3378.58  ‐1969.77  3910.856 
610 ‐3203.48  ‐1182.72  3414.834 
620 ‐2641.99  ‐479.04  2685.069 
630 ‐1718.03  ‐8.44033  1718.052 
640 ‐531.996  91.15469  539.7489 
650 748.6826  ‐268.597  795.4055 
660 1919.004  ‐1097.11  2210.484 
670 2778.217  ‐2313.54  3615.377 
680 3172.453  ‐3756.81  4917.124 
690 3027.295  ‐5214.1  6029.212 
700 2363.378  ‐6459.93  6878.68 
710 1293.025  ‐7297.17  7410.843 
720  0  ‐7592.02  7592.016

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.6. Fortele T1, Z1, si rezultanta Rp.

α T1 Z1 T2 Z2 T' Z' Rp
[grd] [N] [N] [N] [N] [N] [N] [N]
0 0.00  ‐7592.02  0.00  ‐4291.14  0.00  ‐1650.44  1650.44 
10 ‐1293.03  ‐7297.17  ‐744.61  ‐ 4243.76  ‐274.21  ‐1526.70  1551.13 
20 ‐2363.38  ‐6459.93  ‐1481.86  ‐ 4092.50  ‐440.76  ‐1183.71  1263.11 
30 ‐3027.30  ‐5214.10  ‐2188.52  ‐ 3812.00  ‐419.39  ‐701.05  816.92 
40 ‐3172.45  ‐3756.81  ‐2815.33  ‐ 3376.61  ‐178.56  ‐190.10  260.81 
50 ‐2778.22  ‐2313.54  ‐3287.32  ‐2779.42  254.55  232.94  345.05 
60 ‐1919.00  ‐1097.11  ‐3516.57  ‐2050.23  798.78  476.56  930.14 
70 ‐748.68  ‐268.60  ‐3426.27  ‐1264.97  1338.79  498.19  1428.48 
80 532.00  91.15  ‐2979.78  ‐540.29  1755.89  315.72  1784.05 
90 1718.03  ‐8.44  ‐2205.71  ‐10.84  1961.87  1.20  1961.87 
100 2641.99  ‐479.04  ‐1208.50  207.07  1925.25  ‐343.06  1955.57 
110 3203.48  ‐1182.72  ‐157.90  56.65  1680.69  ‐619.68  1791.29 
120 3378.58  ‐1969.77  743.39  ‐425.00  1317.60  ‐772.38  1527.30 
130 3208.79  ‐2713.02  1308.77  ‐1089.87  950.01  ‐811.58  1249.47 
140 2775.79  ‐3329.19  1426.75  ‐1689.55  674.52  ‐819.82  1061.64 
150 2172.12  ‐3783.43  1123.15  ‐1934.47  524.48  ‐924.48  1062.90 
160 1477.11  ‐4079.38  603.06  ‐1648.37  437.02  ‐1215.51  1291.69 
170 744.06  ‐4240.64  181.92  ‐1026.65  281.07  ‐1606.99  1631.39 
180 0.00  ‐4291.14  0.00  ‐687.32  0.00  ‐1801.91  1801.91 
190 ‐744.61  ‐4243.76  4624.10  26096.04  ‐2684.35  ‐15169.90  15405.57 
200 ‐1481.86  ‐4092.50  6621.14  18097.87  ‐4051.50  ‐11095.19  11811.77 
210 ‐2188.52  ‐3812.00  7152.65  12319.47  ‐4670.58  ‐8065.74  9320.43 
220 ‐2815.33  ‐3376.61  6758.68  8003.62  ‐4787.01  ‐5690.12  7435.91 
230 ‐3287.32  ‐2779.42  6261.03  5213.82  ‐4774.17  ‐3996.62  6226.21 
240 ‐3516.57  ‐2050.23  6039.28  3452.72  ‐4777.93  ‐2751.47  5513.54 
250 ‐3426.27  ‐1264.97  6140.71  2203.04  ‐4783.49  ‐1734.00  5088.08 
260 ‐2979.78  ‐540.29  6436.98  1102.94  ‐4708.38  ‐821.61  4779.53 
270 ‐2205.71  ‐10.84  6739.79  ‐33.11  ‐4472.75  11.14  4472.77 
280 ‐1208.50  207.07  6877.06  ‐1246.93  ‐4042.78  727.00  4107.63 
290 ‐157.90  56.65  6736.88  ‐2487.25  ‐3447.39  1271.95  3674.56 
300 743.39  ‐425.00  6282.47  ‐3662.79  ‐2769.54  1618.89  3207.99 
310 1308.77  ‐1089.87  5542.85  ‐4686.46  ‐2117.04  1798.30  2777.72 
320 1426.75  ‐1689.55  4588.07  ‐5502.77  ‐1580.66  1906.61  2476.62 
330 1123.15  ‐1934.47  3499.87  ‐6096.14  ‐1188.36  2080.83  2396.26 
340 603.06  ‐1648.37  2241.69  ‐6190.96  ‐819.32  2271.30  2414.55 
350 181.92  ‐1026.65  1034.16  ‐5894.02  ‐426.12  2433.68  2470.71 
360 0.00  ‐687.32  0.00  ‐5408.93  0.00  2360.80  2360.80 
370 4624.10  26096.04  ‐894.19  ‐5096.27  2759.14  15596.16  15838.34 
380 6621.14  18097.87  ‐1574.29  ‐4347.77  4097.71  11222.82  11947.51

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

390 7152.65  12319.47  ‐2243.54  ‐3907.85  4698.10  8113.66  9375.69 
400 6758.68  8003.62  ‐2775.79  ‐3329.19  4767.23  5666.40  7405.04 
410 6261.03  5213.82  ‐3208.79  ‐2713.02  4734.91  3963.42  6174.80 
420 6039.28  3452.72  ‐3378.58  ‐1969.77  4708.93  2711.25  5433.68 
430 6140.71  2203.04  ‐3203.48  ‐1182.72  4672.09  1692.88  4969.33 
440 6436.98  1102.94  ‐2641.99  ‐479.04  4539.49  790.99  4607.89 
450 6739.79  ‐33.11  ‐1718.03  ‐8.44  4228.91  ‐12.34  4228.93 
460 6877.06  ‐1246.93  ‐532.00  91.15  3704.53  ‐669.04  3764.46 
470 6736.88  ‐2487.25  748.68  ‐268.60  2994.10  ‐1109.33  3193.00 
480 6282.47  ‐3662.79  1919.00  ‐1097.11  2181.73  ‐1282.84  2530.93 
490 5542.85  ‐4686.46  2778.22  ‐2313.54  1382.31  ‐1186.46  1821.67 
500 4588.07  ‐5502.77  3172.45  ‐3756.81  707.81  ‐872.98  1123.87 
510 3499.87  ‐6096.14  3027.30  ‐5214.10  236.29  ‐441.02  500.33 
520 2241.69  ‐6190.96  2363.38  ‐6459.93  ‐60.84  134.49  147.61 
530 1034.16  ‐5894.02  1293.03  ‐7297.17  ‐129.43  701.58  713.41 
540 0.00  ‐5408.93  0.00  ‐7592.02  0.00  1091.54  1091.54 
550 ‐894.19  ‐5096.27  ‐1293.03  ‐7297.17  199.42  1100.45  1118.37 
560 ‐1574.29  ‐4347.77  ‐2363.38  ‐6459.93  394.55  1056.08  1127.38 
570 ‐2243.54  ‐3907.85  ‐3027.30  ‐5214.10  391.88  653.13  761.67 
580 ‐2775.79  ‐3329.19  ‐3172.45  ‐3756.81  198.33  213.81  291.64 
590 ‐3208.79  ‐2713.02  ‐2778.22  ‐ 2313.54  ‐215.29  ‐199.74  293.68 
600 ‐3378.58  ‐1969.77  ‐1919.00  ‐ 1097.11  ‐729.79  ‐436.33  850.28 
610 ‐3203.48  ‐1182.72  ‐748.68  ‐ 268.60  ‐1227.40  ‐457.06  1309.74 
620 ‐2641.99  ‐479.04  532.00  91.15  ‐1586.99  ‐285.10  1612.40 
630 ‐1718.03  ‐8.44  1718.03  ‐8.44  ‐1718.03  0.00  1718.03 
640 ‐532.00  91.15  2641.99  ‐479.04  ‐1586.99  285.10  1612.40 
650 748.68  ‐268.60  3203.48  ‐1182.72  ‐1227.40  457.06  1309.74 
660 1919.00  ‐1097.11  3378.58  ‐1969.77  ‐729.79  436.33  850.28 
670 2778.22  ‐2313.54  3208.79  ‐2713.02  ‐215.29  199.74  293.68 
680 3172.45  ‐3756.81  2775.79  ‐3329.19  198.33  ‐213.81  291.64 
690 3027.30  ‐5214.10  2172.12  ‐3783.43  427.59  ‐715.33  833.39 
700 2363.38  ‐6459.93  1477.11  ‐4079.38  443.14  ‐1190.27  1270.09 
710 1293.03  ‐7297.17  744.06  ‐4240.64  274.48  ‐1528.27  1552.72 
720 0.00  ‐7592.02  0.00  ‐4291.14  0.00  ‐1650.44  1650.44

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.4. Grafic – Cronomanograma (presiune in functie de α °RAC)

Fig. A.5. Grafic – Fortele de presiune a gazelor, de inertie si rezultanta F in functie de
pozitia arborelui cotit

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.6. Grafic Fortele T si Z in functie de pozitia arborelui cotit

Fig. A.7. Grafic – fortele N si S in functie de pozitia arborelui cotit

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.8. Grafic – momentul monocilicndrului in functie de pozitia arborelui cotit

Fig. A.9. Grafic – rezultanta fortelor pe fu sul maneton in functie de pozitia arborelui
cotit

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.10. Grafic – Diagrama polara fus maneton (T-Z).

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.11. Grafic – rezultanta fortelor pe fusul palier in functie de pozitia arborelui
cotit

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.12. Grafic – Diagrama polara fus palier (T’-Z’)

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Tab. A.7. Valorile momentului motor
α M1 M2 M3 M4 Mt=Sum(M1,M3) M med
0  0.0  0.00  0.00  0.00  0.00  149.25 
10  ‐46.5  ‐26.80  ‐32.19  166.45  60.92  149.25 
20  ‐85.1  ‐53.34  ‐56.67  238.34  43.25  149.25 
30  ‐109.0  ‐78.78  ‐80.76  257.47  ‐11.04  149.25 
40  ‐114.2  ‐101.34  ‐99.92  243.29  ‐72.17  149.25 
50  ‐100.0  ‐118.33  ‐115.51  225.38  ‐108.47  149.25 
60  ‐69.1  ‐126.59  ‐121.62  217.39  ‐99.89  149.25 
70  ‐27.0  ‐123.33  ‐115.31  221.05  ‐44.55  149.25 
80  19.2  ‐107.26  ‐95.10  231.71  48.50  149.25 
90  61.8  ‐79.40  ‐61.84  242.61  163.21  149.25 
100  95.1  ‐43.50  ‐19.15  247.55  280.00  149.25 
110  115.3  ‐5.68  26.95  242.51  379.09  149.25 
120  121.6  26.76  69.08  226.15  443.60  149.25 
130  115.5  47.11  100.01  199.52  462.15  149.25 
140  99.9  51.36  114.20  165.16  430.63  149.25 
150  78.2  40.43  108.97  125.98  353.57  149.25 
160  53.2  21.71  85.07  80.69  240.65  149.25 
170  26.8  6.55  46.54  37.23  117.10  149.25 
180  0.0  0.00  0.00  0.00  0.00  149.25 
190  ‐26.8  166.45  ‐46.54  ‐32.19  60.92  149.25 
200  ‐53.3  238.34  ‐85.07  ‐56.67  43.25  149.25 
210  ‐78.8  257.47  ‐108.97  ‐80.76  ‐11.04  149.25 
220  ‐101.3  243.29  ‐114.20  ‐99.92  ‐72.17  149.25 
230  ‐118.3  225.38  ‐100.01  ‐115.51  ‐108.47  149.25 
240  ‐126.6  217.39  ‐69.08  ‐121.62  ‐99.89  149.25 
250  ‐123.3  221.05  ‐26.95  ‐115.31  ‐44.55  149.25 
260  ‐107.3  231.71  19.15  ‐95.10  48.50  149.25 
270  ‐79.4  242.61  61.84  ‐61.84  163.21  149.25 
280  ‐43.5  247.55  95.10  ‐19.15  280.00  149.25 
290  ‐5.7  242.51  115.31  26.95  379.09  149.25 
300  26.8  226.15  121.62  69.08  443.60  149.25 
310  47.1  199.52  115.51  100.01  462.15  149.25 
320  51.4  165.16  99.92  114.20  430.63  149.25 
330  40.4  125.98  78.19  108.97  353.57  149.25 
340  21.7  80.69  53.17  85.07  240.65  149.25 
350  6.5  37.23  26.78  46.54  117.10  149.25 
360  0.0  0.00  0.00  0.00  0.00  149.25 
370  166.5  ‐32.19  ‐26.80  ‐46.54  60.92  149.25 
380  238.3  ‐56.67  ‐53.34  ‐85.07  43.25  149.25 
390  257.5  ‐80.76  ‐78.78  ‐108.97  ‐11.04  149.25 
400  243.3  ‐99.92  ‐101.34  ‐114.20  ‐72.17  149.25 
410  225.4  ‐115.51  ‐118.33  ‐100.01  ‐108.47  149.25

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

420  217.4  ‐121.62  ‐126.59  ‐69.08  ‐99.89  149.25 
430  221.0  ‐115.31  ‐123.33  ‐26.95  ‐44.55  149.25 
440  231.7  ‐95.10  ‐107.26  19.15  48.50  149.25 
450  242.6  ‐61.84  ‐79.40  61.84  163.21  149.25 
460  247.6  ‐19.15  ‐43.50  95.10  280.00  149.25 
470  242.5  26.95  ‐5.68  115.31  379.09  149.25 
480  226.1  69.08  26.76  121.62  443.60  149.25 
490  199.5  100.01  47.11  115.51  462.15  149.25 
500  165.2  114.20  51.36  99.92  430.63  149.25 
510  126.0  108.97  40.43  78.19  353.57  149.25 
520  80.7  85.07  21.71  53.17  240.65  149.25 
530  37.2  46.54  6.55  26.78  117.10  149.25 
540  0.0  0.00  0.00  0.00  0.00  149.25 
550  ‐32.2  ‐46.54  166.45  ‐26.80  60.92  149.25 
560  ‐56.7  ‐85.07  238.34  ‐53.34  43.25  149.25 
570  ‐80.8  ‐108.97  257.47  ‐78.78  ‐11.04  149.25 
580  ‐99.9  ‐114.20  243.29  ‐101.34  ‐72.17  149.25 
590  ‐115.5  ‐100.01  225.38  ‐118.33  ‐108.47  149.25 
600  ‐121.6  ‐69.08  217.39  ‐126.59  ‐99.89  149.25 
610  ‐115.3  ‐26.95  221.05  ‐123.33  ‐44.55  149.25 
620  ‐95.1  19.15  231.71  ‐107.26  48.50  149.25 
630  ‐61.8  61.84  242.61  ‐79.40  163.21  149.25 
640  ‐19.2  95.10  247.55  ‐43.50  280.00  149.25 
650  27.0  115.31  242.51  ‐5.68  379.09  149.25 
660  69.1  121.62  226.15  26.76  443.60  149.25 
670  100.0  115.51  199.52  47.11  462.15  149.25 
680  114.2  99.92  165.16  51.36  430.63  149.25 
690  109.0  78.19  125.98  40.43  353.57  149.25 
700  85.1  53.17  80.69  21.71  240.65  149.25 
710  46.5  26.78  37.23  6.55  117.10  149.25 
720  0.0  0.00  0.00  0.00  0.00  149.25

Universitatea Transilvania din Brașov
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ PROIECT DE DIPLOMĂ
Oancea Gabriel

Fig. A.13. Grafic – Momentul total in functie de pozitia arborelui cotit.